Download pdf - Reductor Cilindro Melcat Halasz

UNIVERSITATEA DIN ORADEA

FACULTATEA DE INGINERIE MANAGERIALA SI

TEHNOLOGICA

SPECIALIZAREA: AUTOVEHICULE RUTIERE

DISCIPLINA: ORGANE DE MASINI II

PROIECT:

REDUCTOR CILINDRO-MELCAT

INDRUMATOR,

Conf. Dr. Ing. Ec. TARCA IOAN CONSTANTIN

STUDENT,

HALASZ ATTILA

GRUPA: 231

2012-2013

2

CUPRINS

CUPRINS ........................................................................................................................................ 2

TEMA PROIECTULUI .................................................................................................................. 3

I. MEMORIU TEHNIC ........................................................................................................ 5

1.1. DEFINIRE ........................................................................................................................ 5

1.2. TIPURI DE REDUCTOARE ........................................................................................... 7

1.3. VARIANTE CONSTRUCTIVE DE REDUCTOR ....................................................... 13

1.4. CILINDRO-MELCAT ................................................................................................... 13

II. MEMORIU DE CALCUL .............................................................................................. 15

2.1. SCHEMA CINEMATICA A REDUCTORULUI ......................................................... 15

2.2. STABILIREA RAPOARTELOR DE TRANSMITERE ............................................... 15

2.3. CALCULUL TURATIILOR ARBORILOR .................................................................. 16

2.4. CALCULUL PUTERILOR PE ARBORI ...................................................................... 17

2.5. CALCULUL MOMENTELOR DE TORSIUNE PE ARBORI ..................................... 17

2.6. CALCULUL ANGRENAJULUI CILINDRIC .............................................................. 18

2.6.1. CALCULUL ELEMENTELOR GEOMETRICE ALE ANGRENAJULUI CILINDRIC ........................................................................................................................... 18

2.6.2. CALCULUL ELEMENTELOR GEOMETRICE DIN ANGRENAJULUI CILINDRIC ........................................................................................................................... 23

2.6.3. VERIFICAREA DANTURII ANGRENAJULUI .................................................. 24

2.7. CALCULUL ANGRENAJULUI MELCAT .................................................................. 26

2.8. CALCULUL ARBORILOR ........................................................................................... 33

2.8.1. VERIFICAREA SI DETERMINAREA REACTIUNILOR DIN ARBORILOR... 33

2.9. CALCULUL ASAMBLARII CU PENE ....................................................................... 44

2.10. CALCULUL RANDAMENTULUI REDUCTORULUI SI VERIFICAREA LA INCALZIRE .............................................................................................................................. 45

2.11. ALTE ELEMENTE CONSTRUCTIVE ALE REDUCTORULUI ........................... 46

BIBLIOGRAFIE ........................................................................................................................... 50

3

TEMA PROIECTULUI

Să se proiecteze reductor cilindro-melcat cu următoarele date de proiectare:

- puterea motorului electric PME= 13 kW,

- turaţia motorului electric n ME= 2500 rot/min;

- turatia de iesire niesire=15 rot/min;

- durata totala de functionare DH=10000 h;

-

Proiectul va avea urmatoarele componente:

Parte scrisa:

Memoriu tehnic:

• definirea reductorului(consideratii teoretice)

• descrierea a trei variante constructive de reductor, analiza functionala si

motivarea alegerii variantei pentru proiectare

• norme de tehnica securitatii muncii pentru: montarea reductorului (inclusiv

transportul) in pozitia de functionare

• norme de securitatea muncii privind intretinerea respectiv functionarea

reductorului

Memoriu justificativ de calcul:

• Desenul de execuie a dou organe reprezentative

• Proiectarea angrenajelor de pe treptele 1 si 2

• Calculul de rezistenta al arborilor

• Calculul si alegerea rulmentilor

• Alegerea lubrifiantului si verificarea termica a reductorului

Cuprins

Bibliografie

OPIS

4

Parte desenata:

• Desenul de ansamblu al reductorului

• Desenul de executie pentru arborele de intrare in reductor

• Desenul de executie pentru arborelui de iesire din reductor

5

I. MEMORIU TEHNIC

1.1. DEFINIRE

Reductoarele cu roti dintate sunt mecanisme independente formate din roti dintate

cu angrenare permanenta, montate pe arbori si inchise intr-o carcasa etansa. Ele servesc

la:

• micsorarea turatiei;

• cresterea momentului de torsiune transmis ;

• modificarea sensului de rotatie sau a planului de misacare;

• insumeaza fluxul de putere de la mai multe motoare catre o masina de lucru;

• distribuie fluxul de putere de la un motoare catre mai multe masini de lucru

In cazul reductoarele de turatie, rotile dintate sunt montate fix pe arbori, rotile

angreneaza permanent si realizeaza un raport de transmitere total fix, definit ca raportul

dintre turatia la intrare si turatia la iesirea reductorului, spre deosebire de cutiile de viteze

la care unele roti sunt mobile pe arbori (roti baladoare), angreneaza intermitent si

realizeaza un raport de transmitere total in trepte. Ele se deosebesc si de variatoarele de

turatie cu roti dintate (utilizate mai rar) la care raportul de transmitere total poate fi variat

continuu.

Reductoarele de turatie cu roti dintate se utilizeaza in toate domeniile constructiilor de

masini.

Exista o mare varietate constructiva de reductoare de turatie cu rotile dintate. Ele

se clasifica in functie de urmatoarele criterii:

1. dupa raportul de transmitere:

• reductoare o treapta de reducere a turatiei;

• reductoare 2, sau mai multe trepte de treducere a turatiei.

2. dupa pozitia relativa a arborelui de intrare (motor) si arborele de iesire:

• reductoare coaxiale, la care arborele de intrare este coaxial cu cel de isire;

• reductoare obisnuite (paralele), la care arborele de intrare si de iesire sunt

paralele.

6

3. dupa pozitia arborilor:

• reductoare cu axe orizontale;

• reductoare cu axe verticale;

• reductoare cu axe inclinate.

4. dupa tipul amgrenajelor:

• reductoare cilindrice;

• reductoare conice;

• reductoare hipoide;

• reductoare melcate;

• reductoare combinate (cilindro-conice, cilindro-melcate etc);

• reductoare planetere.

5. dupa pozitia axelor:

• reductoare cu axe fixe;

• reductoare cu axe mobile.

Daca reductorul impreuna cu motorul constituie un singur agregat (motorul este

motat direct la arborele de intrare printr-o flansa) atunci unitatea se numeste

motoreductor.

In multe solutii constructive reductoarele de turatie cu rotile dintate se utilizeaza

in scheme cinematice alaturi de alte tipuri de transmisii: prin curele, prin lanturi, cu

frictiune, cu surub-piulita, variatoare, cutii de viteza etc.

Avantajele utilizarii reductoarelor inschemele cinematice ale masinilor si

mecanismelor sunt:

• raport de transmitere constant;

• asigura o mare gama de puteri instalare;

• gabarit redus;

• randament mare (cu exceptia reductoarelor melcate);

• intretinere simpla si ieftina.

7

Printre dezavantaje se enumera:

• pret de cost ridicat;

• necesitatea unei uzinari si montaj de precizie;

• functionarea lor este insotita se sgomot si vibratii.

Parametrii principali ai unui reductor cu roti dintate sunt:

• puterea;

• raportul de transmitere;

• turatia arborelui de intrare;

• distanta dintre axe.

Datorita multiplelor utilizari in industria constructiilor de masini si aparate,

parametrii reductoarelor de turatie cu rotile dintate sunt standardizate:

• rapoartele de transmitere, STAS 6012-82;

• distanta dintre axe, STAS 6055-82;

• modulii, STAS 822-82;

• parametrii principali ai reductoarelor cilindrice, STAS 6850-77;

• parametrii principali ai reductoarelor melcate, STAS 7026-77.

1.2. TIPURI DE REDUCTOARE

Alegerea ripului de reductor intr-o scheme cinematica se face in functie de:

� raportul de transmitere necesar;

� gabaritul disponibil;

� pozitia relativa a axelor motorului si a organului (masinii) de lucru;

� randamentul global al schemei cinematice.

In functie de aceste cerinte se pot utililiza urmatoarele tipuri de reductoare cu roti

dintate: cilindrice, conice, conico-cilindrice, melcate, cilindro-melcate, planetare.

8

a) Reductoare cu roti dintate cilindrice.

Acestea sunt cele mai utilizate tipuri de reductoare cu roti dintate deoarece:

� se produc intr-o gama larga de puteri: de la puteri instalate foarte mici (de

ordinul Watilor) pana la 100 000kW (900 kW, pentru reductoare cu o teapta).

� rapoarte de transmitere totale, iT max = 200 (iT max = 6,3, pentru reductoare cu o

treapta; iT = 6,3 … 60, pentru reductoare cu 2 treapte, iT = 40 … 200, pentru

reductoare cu 3 treapte;

� viteze periferice, vmax = 200 m/s;

� posibilitatea tipizarii si executiei tipizate sau standardizate.

Se construiesc in variante cu 1, 2 si 3 trepte de reducere, fig. 1.1, avand dantura

dreapta sau inclinata. Notatiile din figura sunt:

� intrarea in reductor, cu litera I;

� iesirea din reductor, cu litera E;

� cifrele 1, 2, 3, 4 … rotile ce compun angrenajele treptelor de reducere.

Din punct de vedere al inclinarii danturii, la alegerea tipului de reductor cu roti

dintate cilindrice se tine seama de urmatoarele recomandari:

� reductoarele cu roti dintate cilindrice drepte, pentru puteri instalate mici si

mijlocii, viteze periferice mici si mijlocii si la rotile baladoare de la cutiile de

viteze;

� reductoarele cu roti dintate cilindrice inclinate, pentru puteri instalate mici si

mijlocii, viteze periferice mari, angrenaje silentioase;

� reductoarele cu roti dintate cilindrice cu dantura in V, pentru puteri instalate

mari viteze periferice mici.

9

Fig. 1. 1. Scheme cinematice pentru reductoarele cu roti dintate cilindrice

b) Reductoare cu roti dintate conice

Aceste reductoare schimba directia miscarii la 900, fiind utilizate atat in varianta

constructiva simpla (un singur angrenaj conic concurent ortogonal) cat si in varianta

combinata (impreuna cu 1 sau 2 angrenaje cilindrice paralele). In privinta utilizarii

acestor tipuri de reductoare se recomanda ca:

� reductoarele conice simple, cu iT max = 6, pentru puteri mici, randamente

ηmax = 0,98;

� reductoarele conico-cilindrice cu 2 trepte (prima treapta avand angrenaj

conic), cu iT = 4 … 40 si randamente ηmax = 0,96;

� reductoarele conico-cilindrice cu 3 trepte (prima treapta cu angrenaj conic

celelalte 2 trepte cu angrenaje cilindrice), cu iT = 20 … 180 si randamente

ηmax = 0,95.

10

Fig. 1.2. Scheme cinematice pentru reductoarele cu roti dintate conice si conico-cilindrice

In privinta utilizarii acestor tipuri de angrenaje mai trebuiesc amintite si domeniile

de viteza recomandate pentru angrenajele conice, functie de tipul danturii:

� pentru danturi conice drepte, vmax = 3 m/s;

� pentru danturi conice inclinate, vmax = 12 m/s;

� pentru danturi conice curbe, vmax = 40 m/s.

Reductoare cu roti dintate cilindrice planetare si diferentiale.

Reductoarele planetare au un singur grad de mobilitate iar reductoarele diferentiale, 2

grade de mobilitate. In fig. 9.51 s-au prezentat 2 tipuri de reductoare planetare, cu

scheme cinematice simbolizate cu P1 (reductor planetar cu o treapta si un rand de sateliti)

si P2 (reductor planetar cu o treapta si 2 randuri de sateliti).

Semnificatiile notatiilor folosite in fig. 1.3 sunt:

� roata centrala, a;

� satelit (sateliti), s, sau s1, s2;

� coroana, b;

� bratul port satelit, H.

11

Fig. 1.3. Scheme cinematice pentru reductoarele planetare (diferentiale)

Principalele avantaje al reductoatelor planetare (diferentiale) fata de celelalte tipuri

de reductoare:

� constructie foarte compacta, greutate de 2…6 ori mai mica (la aceiasi putere

transmisa si acelasi raport de transmitere); aceasta se datoreaza faptului ca

momentul de rasucire se repartizeaza pe 2 sau mai multi sateliti;

� rapoarte de transmitere de 2...3ori mai mare.

Principalele dezavantaje sunt legate pretul de cost mare de fabricare si cerintele de

montaj foarte exigente.

Prin legarea acestora in serie se pot obtine scheme cinematice de tip 2P1, 2P2 etc.

Reductoarele diferentiale sunt utilizate in schemele cinematice ale masinilor sau

aparatelor pentru insumarea sau divizarea puterii.

c) Reductoare melcate

Reductoare melcate cuprind un angrenaj melc-roata melcata care au axele de

rotatie asezate incrucisat in spatiu (unghiul de incrucisare este de 900), normala lor

comuna este distanta dintre axe.

Aceste reductoare sunt angrenaje silentiose datorita alunecarii relative dintre

flancurile dintilor melcului si rotii melcate. Cele mai utilizate sunt reductoarele melcate

cu melc cilindric, fig. 1.4, cele cu melc globoidal fiind mai putin folosite datorita

cerintelor mai severe de executie si montaj.

12

La utilizarea reductoarelor melcate cu melc cilindric se tine seama de urmatoarele

caracteristici ale acestora:

� reductoarele melcate simple cu iT max = 80 (pentru la transmisiile de forta) si

iT max = 1000 (pentru la transmisiile cinematice) si randamente mici; melcul poate

fi pozitionat sus sau jos;

� pentru crestera rapoartului de transmitere, se realizeaza reductoare combicate

compuse dintr-un angrenaj cilindric la intrtare si un angrenaj melcat,

constructie care are fata de reductorul melcat simplu, la acelasi raport de

transmitere total, un randament mai mare;

� la puteri transmise si rapoarte de transmitere mari, datorita frecarilor mari

dintre flancurile dintilor melcului si rotii melcate, se incalzesc puternic si

necesita masuri speciale de racire;

� sunt transmisii cu autofranare (elementul conducator este melcul).

Fig. 1.4. Scheme cinematice pentru reductoarele melcate ci cilindro-melcate

13

1.3. VARIANTE CONSTRUCTIVE DE REDUCTOR

1.4. CILINDRO-MELCAT

� VARIANTA I

Prima varianta prezintat un reductor cu doua trepte de reducere:prima treapta de

reducere fiind cu roti dintate cilindrice, iar a doua treapta cu angrenaj melcat . Tinand

seama de faptul ca ambele trepte sunt introduse in aceeasi carcasa se obtine o constructie

compacta. Corpul si carcasa reductorului sunt obtinute prin turnare. Pentru rezemarea

arborelui de intrare si a arborelui intermediar, in reductor este prevazut un perete de

sprijin . Nivelul uleiulul din carcasa este limitat de melc. Compartimentul angrenajul

cilindric comunica cu cel al angrenajului melcat .Reductorul mai este prevazut capac de

vizitare, aerisitor, inele de ridicare , tija pentru controlul nivelului de ulei, dop de golire

al uleiului.

� VARIANTA II

Varianta II prezinta urmatoarele partlcularitati fata de varianta I: carca sa in care se

monteaza rotile cilindrice este detasabila, arborele de intrare se sprijina pe un rulment

monttat in carcasa detasabila din peretele reductorului; roata cilindrica condusa este mon

tata in consola pe arborele melculul. Constructia carcasei fiind mai comp lexa, ridicand

probleme de prelucrare a alezajelor pentru rulmenti in peretele frontal. Ungerea

angrenajelor si a rulmentilor se face cu uleiul din carcasa reductorului. Carcasa este

detasabila.

� VARIANTA III

Varianta III prezinta un reductor ci1indro-melcat la care constructia carcasei

difera de cele prezentate anterior. Angrenajul cilindric este montat intr-o carcasa

detasabila care se fixeaza de carcasa angrenajului melcat cu ajurorul unor suruburi de

priridere. Carcasa angrenajului mecat este executata din doua bucati cu planul de

separatie in axul rotii melcate. Ungerea angrenajelor si a rulmentilor se realizeaza cu

uleiul din cascasa reductorului.

14

Pentru calcule s-a ales varianta constructiva I(fig. 1.5), deoarece prezinta o

constructie mai simpla si prezinta un cost de productie mai redus.

Fig. 1.5. reductor cilindro-melcat.

15

II. MEMORIU DE CALCUL

2.1. SCHEMA CINEMATICA A REDUCTORULUI

Fig. 2.1. Schema cinematica pentru reductoarele melcate ci cilindro-melcate

2.2. STABILIREA RAPOARTELOR DE TRANSMITERE

� Raportul de transmitere total

iesire

MET n

ni =

66,16615

2500==Ti

Unde: - nME - turatia motorului electric, nME =2500 [rot/min]

-niesire – turatia de iesire, niesire=15 [rot/min]

Se adopta raportul de transmitere total iT=180 [rot/min].

� Raportul de transmitere pe angrenajul cilindric i12

Se alege raportul de transmitere pe angrenajul cilindric i12=4 conform STAS 6012-82.

16

� Raportul de transmitere pe angrenajul melcat i34

1234 ii

ii

curea

T

⋅=

1,39415,1

18034 =

⋅=i

Se alege raportul de transmitere pe angrenajul melcat i34=40 conform STAS

6012-82.

� Raportul de transmitere pe curea icurea

Se alege raportul de transmitere pe curea icurea=1,15.

2.3. CALCULUL TURATIILOR ARBORILOR

� Turatia arborelui de intare n1

curea

ME

i

nn =1

[ ]min/9,217315,1

25001 rotn ==

� Turatia pe arborele intermediar n2

12

12 i

nn =

[ ]min/5,5434

9,21732 rotn ==

� Turatia pe arborele de iesire n3

34

23 i

nn =

[ ]min/58,1340

5,5433 rotn ==

17

2.4. CALCULUL PUTERILOR PE ARBORI

� Puterea pe arborele de intrare P1

rulmentcureaMEI PP ηη ⋅⋅=

[ ]kWPI 2,1299,095,013 =⋅⋅=

Unde: - ηcurea – randamentul curelei, ηcurea =0,95

- ηrulment – randamentul rulmentului, ηrulment =0,99

� Puterea pe arborele intermediar P2

rulmentPP ηη ⋅⋅= 1212

[ ]kWP 7,1199,097,02,122 =⋅⋅=

Unde: - η12 – randamentul angrenajului cilindric, η12 =0,97

� Puterea pe arborele de iesire P3

rulmentPP ηη ⋅⋅= 3433

[ ]kWP 3,999,08,07,113 =⋅⋅=

Unde: - η34 – randamentul angrenajului melcat, η12 =0,8

2.5. CALCULUL MOMENTELOR DE TORSIUNE PE ARBORI

� Momentul pe arborele de intrare M1

1

195501 n

PM t ⋅=

[ ]NmM t 6,462500

2,129550

1=⋅=

18

� Momentul pe arborele intermeiar Mt2

2

295502 n

PM t ⋅=

[ ]NmM t 6,5055,543

7,119550

2=⋅=

� Momentul pe arborele de iesire Mt3

3

395503 n

PM t ⋅=

[ ]NmM t 1,654058,13

3,99550

3=⋅=

2.6. CALCULUL ANGRENAJULUI CILINDRIC

2.6.1. CALCULUL ELEMENTELOR GEOMETRICE ALE ANGRENAJULUI CILINDRIC

� Alegerea numarului de dinti z1 si z2

z1=19

z2=z1· i12

z2=19·4=76

Se adopta numarul de dinti z1=19 si z2=76.

� Distanta axiala minima amin

( ) ( ) ( )( )3

2

2

212

12min

lim

2

2

1XWVRLN

EH

HP

Ha

HHHVAt

ZZZZZZ

ZZZZ

Si

KKKKMia

⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅

⋅

⋅Ψ⋅⋅

⋅⋅⋅⋅+= βεαβ

σ

( ) ( ) ( )( ) [ ]mma 57,113

1123,111107,1

195,08,1895,2

15,1

90067,042

15,12,1150560014

3

2

22

min =⋅⋅⋅⋅⋅

⋅⋅⋅⋅

⋅⋅⋅

⋅⋅⋅⋅+=

19

Unde: - KA - factorul de utilizare a reductorului KA=1 [5, pag.187]

- KV - factor dinamic KV=1,2 [5, pag.187]

- KHα - factorul repartitiei sarcinii pe latimea danturii KHα=1,5 [5, pag.188]

- KHβ - factorul repartitiei frontale a sarcinii KHβ=1 [5, pag.187]

- ZH factorul zonei de contact ZH=2,5 [5, pag.188]

- ZE factorul de material ZE=189,8 [5, pag.203]

- Zε coeficientul gradului de acoperire Zε=0,95 [5, pag.188]

- Zβ factorul inclinarii dintilor Z=1 [5, pag.188]

- ψa - factorul de latime al dintelui ψ a=0,67 [5, pag.209]

- σHlim rezistenta materialului rotii dintate la presiune de contact

σHlim=900 [N/mm2] [5, pag.204]

- SHP factorul de siguranta minim admisibil pentru rezitenta rotii dintate

SHP=1,15 [5, pag.207]

- ZL - factorul de lubrifiant ZL=1 [5, pag.188]

- ZV - factorul vitezei periferice ZV=1 [5, pag.188]

- ZX - factorul dimensiunii flancului dintilorZx=1 [5, pag.188]

- ZR - factorul de rugozitateZR=1 [5, pag.188]

- ZW - raportul duritatii flancurilor ZW=1 [5, pag.188]

- ZN - factorul de durabilitate al dintilor ZN=1,07 [5, pag.169]

Se adopta distanta axiala a=125mm

� Modulul mx

21

min2

zz

amx +

⋅=

63,27619

1252 =+⋅=xm

Se alege modulul m=2,75 STAS 822-82.

20

� Diametrul mediu d1 si d2

11 zmd ⋅=

[ ]mmd 25,521975,21 =⋅=

22 zmd ⋅=

[ ]mmd 2097675,22 =⋅=

� Deplasarile danturii rotilor dintate x1 si x2

( ) ( )α

αα α

tg

zzinvinvX

⋅+⋅⋅

=∑ 2

430

( ) ( )

36,0202

7619127,021,0 =°⋅

+⋅⋅=∑ tg

X

πααα ⋅⋅=180

tginv

127,0180

2020 =⋅⋅= πα tginv

Unde: α – unghiul profilului de referinta α=20º [3, pag. 41].

� Coeficientul de deplasare a distantei dintre axe y

maasy −=

72,35,2

75,118125 =−=y

Se adopta coeficientul de deplasare a distantei axiale x1=0,16 si x2=0,2 [mm].

� Unghiul de rostogolire αw

⋅⋅= αα cosarccosa

aww

78,2420cos125

57,113arccos =

⋅⋅=wα

Se adopta unghiul de rostogolire αw=25°.

21

� Diametrele cercurilor de baza db1 si db2

db1=d1·cosα°

db1=53·cos20°=50 [mm]

db2=d2·cosα°

db2=209·cos20°=197 [mm]

� Diametrele cercurilor de rostogolire dw1 si dw1

011 cos

cosααddw =

[ ]mmdw 5044,8cos

20cos531 ==

022 cos

cosααddw =

[ ]mmdw 19944,8cos

20cos2092 ==

� Diametrele cercurilor de picior df1 si df2

( )111 2 xhmdd af −−=

( ) [ ]mmd f 4816,0175,22531 =−⋅−=

( )222 2 xhmdd af −−=

( ) [ ]mmd f 2052,0175,222092 =−⋅−=

Unde: - ha – coeficientul inaltimi capului de referinta, ha=1 [3, pag. 41].

� Diametrele cercurilor de cap da1 si da2

( )111 2 xhmdd aa ++=

( ) [ ]mmda 6016,0175,22531 =+⋅+=

( )222 2 xhmdd aa ++=

22

( ) [ ]mmda 2162,0175,222092 =+⋅+=

� Inaltimea dintilor h

211

1fa dd

h+

=

5,52

48631 =−=h

222

2fa dd

h+

=

5,52

2052162 =+=h

� Unghiurile de presiune la capul dintelui αa1 si αa2

⋅⋅= αα cosarccos

1

11

aa d

d

°=

⋅⋅= 3720cos63

53arccos1aα

⋅⋅= αα cosarccos

2

22

aa d

d

2530cos216

209arccos2 =

⋅⋅=aα

� Latimea danturii dintilor b1 si b2

ddd

bdb ψ⋅=⋅= 112

326,0532 =⋅=b

)2...1(12 += bb

34)2...1(322 =+=b

Unde: - ψd – coeficientul de latime al dintelui, ψd =0,6 [6, pag. 209, tabA14].

23

� Gradul de acoperire εa

0222122121 αααε πππα tgtgtg zz

az

az ⋅−⋅+⋅= ⋅

+⋅⋅

312,144,86,2512,332

7619276

219 =⋅−⋅+⋅= ⋅

+⋅⋅ tgtgtg πππαε

2.6.2. CALCULUL ELEMENTELOR GEOMETRICE DIN ANGRENAJULUI

CILINDRIC

� Fortele tangentiale Ft1 si Ft2

1

11

2

d

MF t

t

⋅=

[ ]NFt 5,175853

4660021 =⋅=

2

12

2

d

MF t

t

⋅=

[ ]NFt 446209

4660022 =⋅=

� Fortele radiale Fr1 si Fr2

αtgFF tr ⋅= 11

[ ]NtgFr 640205,17581 =⋅=

αtgFF tr ⋅= 22

[ ]NtgFr 162204462 =⋅=

� Forta normala pe flancul dintilor Fn

αcos

11 ⋅= tn FF

[ ]NFn 187120cos

15,1758 =⋅=

24

2.6.3. VERIFICAREA DANTURII ANGRENAJULUI

� Verificarea la oboseala prin incovoiere a piciorului dintelui σF1 si σF2

εσ YYFmb

F

FFt ⋅⋅= ⋅1

11

457,013,275,232

18471 =⋅⋅⋅=Fσ

εσ YYFmb

F

FFt ⋅⋅= ⋅2

22

3,77,013,275,234

4582 =⋅⋅

⋅=Fσ

βα FFvAttF FKKKFF ⋅⋅⋅⋅= 11

[ ]NFtF 18477,0125,12,15,17581 =⋅⋅⋅⋅=

βα FFvAttF FKKKFF ⋅⋅⋅⋅= 22

[ ]NFtF 4587,0125,12,14462 =⋅⋅⋅⋅=

XSNSFFP YYYp

F ⋅⋅⋅= limσσ

6,78211115,1900 =⋅⋅⋅=FPσ

Unde: - KA – factorul de utilizare

- KV – factorul de dinamic

- KFα – factorul repartitiei frontale a sarcinii

- KFβ – factorul repartitiei sarcinii pe latimea danturii

- YF – factorul de forma a dintelui

- YN – factorul numarului ciclului de functionare

- YS – factorul gradului de acoperire

- YX - factorul dimensional

� Verificarea la presiune hertziana σH1 si σH2

12

12

1

1 11 i

i

db

KKKKF

EHHhhVAtZZZ +

⋅

⋅⋅⋅⋅ ⋅⋅⋅⋅= βαεσ

182295,09,1895,24

145332

15,12,115,17581 =⋅⋅⋅⋅= +

⋅⋅⋅⋅⋅

Hσ

25

12

12

2

2 12 i

i

db

KKKKF

EHHhhVAtZZZ +

⋅

⋅⋅⋅⋅ ⋅⋅⋅⋅= βαεσ

21495,09,1895,24

1420934

15,12,114461 =⋅⋅⋅⋅= +

⋅⋅⋅⋅⋅

Hσ

NWLWRSHFP YYYYYp

H ⋅⋅⋅⋅⋅= lim1

σσ

3,1367111123,1115,11400

1 =⋅⋅⋅⋅⋅=FPσ

NWLWRSHFP YYYYYp

H ⋅⋅⋅⋅⋅= lim

2σσ

86,878111123,1115,1900

2 =⋅⋅⋅⋅⋅=FPσ

Unde: - σHP efortul unitar admisibil la presiunea de contact

- ZH factorul zonei de contact ZH=2,5

- ZE factorul de material ZE=189,9

- Z coeficientul gradului de acoperire Z=0,95

- Z factorul inclinarii dintilor Z=1

- σHlim1 rezistenta materialului pinionului la presiune de contact

σHlim=1400

- σHlim1 rezistenta materialului rotii dintate la presiune de contact

σHlim=900

- σSHP factorul de siguranta minim admisibil pentru rezitenta rotii dintate

σSHP=1,15

- ZL factorul de lubrifiantZL=1

- ZV factorul vitezei perifericeZV=1

- ZX factorul dimensiunii flancului dintilorZx=1

- ZR factorul de rugozitateZR=1

- ZW raportul duritatii flancurilor ZW=1

- ZN factorul de durabilitate al dintilor ZN=1,07

26

� Verificarea la solicitarea statica de contact σHst

A

MAXA

K

K

HHst σσ =

22002200 11 =⋅=Hstσ

HRCDFH ⋅= 40σ

22005540 =⋅=Hσ

Unde: - KAmax – factorul de soc maxim [3, pag.53]

2.7. CALCULUL ANGRENAJULUI MELCAT

2.7.1. CALCULUL ELEMENTELOR GEOMETRICE ALE

ANGRENAJULUI MELCAT

� Numarul de inceputuri al melcului z1

Se alege din STAS z3=1.

� Numarul de dinti ai rotii melcate z2

z2=z1· i34

z2=1·40=40

� Distant axiala minima aHmin

2

2234

234

2lim

2

2

3min

⋅

⋅

⋅

⋅⋅≥

q

zi

i

q

z

MKKa

H

tAHH

σ

[ ]mmaH 48,114

9

4040

40

75,3189

40

65401001800002

2

2

22min =

⋅⋅

⋅

⋅⋅=

Unde: - q – coeficientul diametral, q=9 [3, pag.89]

- KH – factorul global al presiunii hertziene de contact, KH =80000 [3, pag.89]

27

� Distant axiala minima din considerent termic aTmin

8,1

1

55,1

2

1min

10001

1

353,0100

⋅+⋅

⋅⋅≥

m

pfT

nc

c

Pa

[ ]mmaT 4,112

1000

58,1316,01

1

1353,0

907,2100

8,1

1

55,1min =

⋅+

⋅⋅

⋅=

Unde: - Ppf – putere pierduta prin frecare, Ppf= P1-P3=1,907 [3, pag.89]

- c1 – factorul care ia in cosideratie pozitia melcului fata de roata, c1 =0,353 [3,

pag.89]

- c2 - factorul ca exprima influenta ventilatorului, c2 =0,16 [3, pag.89]

� Modulul axial m

2

min2

zq

am

H

x +⋅=

67,4409

48,1142 =+

⋅=xm

Se alege din STAS m=5.

� Distant de referinta a

( )2

2zqmaw

+⋅=

( ) [ ]mmaw 5,1222

4095 =+⋅=

Se alege din STAS a=125 [mm].

28

� Abaterea raportuluil de transmitere Ai

%10034

3434 ⋅−

=STAS

STAS

i

iiAi

%5,2%10040

3940 =⋅−=iA

Se admite abatere raportului de transmitere Ai=1,8% ≤ 3% [mm].

� Unghiul de panta al elicei melcului γ01

=

q

zarctg 3

01γ

°=

= 34,69

101 arctgγ

� Coeficientul deplasarii de profil a danturii rotii melcate x1

m

aax w −

=1

5,05

5,1221251 =−=x

� Unghiul de presiune de referinta αn

Se alege unghiul de presiune de referinta αn=20º.

� Diametrele de referinta d03 si d03

qmd ⋅=01

[ ]mmd 459501 =⋅=

402 zmd ⋅=

[ ]mmd 20040502 =⋅=

29

� Diametrele de rostogolire da3 si da4

1033 2 xmdd ⋅+=

[ ]mmd 505,052453 =⋅⋅+=

044 dd =

[ ]mmd 2004 =

� Diametrele de picior da3 si da4

( ) mchdd aat ⋅+⋅−= 2033

( ) [ ]mmda 5,32525,012453 =⋅+⋅−=

( ) mxchdd aaa ⋅−+⋅−= 1044 2

( ) [ ]mmda 185525,025,122004 =⋅+⋅−=

Unde: - ha – coeficientul inaltimii piciorului de referinta, ha= 1,25 [3, pag.95]

- ca–coeficientul jocului de referinta radial, c1 =0,25 [3, pag.95]

� Diametrele de cap da3 si da4

mhdd aa ⋅⋅+= 2033

[ ]mmda 5,57525,12453 =⋅⋅+=

mxhdd aa ⋅+⋅+= 1044 2

[ ]mmda 5,212525,122004 =⋅⋅+=

� Inaltimea de referinta a capului melcului ha3

ha3=ha·m

ha3=1,25·5=6,5 mm

Se adopta inaltimea de referinta a capului melcului ha3=7 [mm].

� Inaltimea dintelui(melc si roata) h

h=(2·ha+c)·m

h=(2·1,25+0,25)·5=4 mm

30

� Pasul axial al melcului Px

Px=π·m

Px=π·5=16 mm.

� Pasul elicei melcului Pz

Pz=z3·Px

Pz=1·16=16 mm.

Se adopta pasul elicei melcului Pz=43,98 [mm].

� Diametrul exterior al rotii melcate de4

2

6

344 +

⋅+=z

mdd ae

[ ]mmde 21021

562004 =

+⋅+=

� Latimea rotii melcate b4

b4=0,75·da3

b4=0,75·32,5=25 mm.

� Lungimea melcului L3

L4=(12,5+0,1·z2)·m

L4=(10+0,1·40)5=82,5

Se adopta lungimea melcului L4=100 [mm].

� Raza de curbura a rotii melcate Re

−⋅= ae hq

mR2

[ ]mmRe 25,1625,12

95 =

−⋅=

31

� Unghiul coroanei rotii melcate 2θ2

⋅−⋅=

md

b

a 5,0arcsin22

3

22θ

°=

⋅−⋅= 75

55,05,43

25arcsin22 2θ

� Gradul de acoperire εa

( )

x

x

axaxoa

a m

xhmddd

απα

ααε

cos2

sin

2sincos 12

422

424

⋅⋅⋅

−⋅+⋅−⋅−

=

( )75,1

20cos5220sin

5,025,15220sin5,21220cos1855,212 2222

=⋅⋅⋅

−⋅+⋅−⋅−=

πε a

03cosγαα n

x

tgtg =

366,034,6cos

20 =°

°= tgtg xα ⇒ α =20º

Se adopta gradul de acoperire εa=1,35 ≥1,3.

2.7.2. CALCULUL FORTELOR DIN ANGRENAJULUI MELCAT

� Fortele tangentiale Ft1 si Ft2

04

33

2

d

MF t

t

⋅=

[ ]NFt 70703185

654010023 =⋅=

( )1134 ϕγ +⋅⋅= tgFF tt

( ) [ ]NtgFt 1782507,608,8707034 =+⋅⋅=

Unde: - 1ϕ - coeficientul de frecare, 07,61 =ϕ [3, pag.102]

32

� Fortele radiale Fr1 si Fr2

xtrr tgFFF α⋅== 243

[ ]NtgFr 641205,17584,3 =⋅=

� Fortele axiale Fa3 si Fa4

Fa3= Ft4

Fa3= 641 N

Fa4= Ft4

Fa4= 641 N.

� Forta normala pe flancul dintilor Fn

33443 sincoscos

1

γµγα ⋅−⋅⋅==

ntnn FFF

[ ]NFF nn 59308,8sin1,008,8cos20cos

164143 =

⋅−⋅⋅==

2.7.3. VERIFICAREA DANTURII ANGRENAJULUI

� Verificarea la oboseala prin incovoiere a piciorului dintelui σF3

βγαβσ YYY EFmb

KKKKFF

FFVAt ⋅⋅⋅= ⋅⋅⋅⋅⋅⋅

12

4

cos3

77,38,07,013,208,8cos525

15,12,116413 =⋅⋅⋅⋅⋅

⋅⋅⋅⋅=Fσ

XSNFP YYYSHp

H ⋅⋅⋅= limσσ

17611125,1

200 =⋅⋅⋅=FPσ

33

� Verificarea la presiune hertziana σH1 si σH2

12

2360 cosZ

221

4 γσ θπβεβα

⋅⋅⋅

⋅⋅⋅⋅ ⋅⋅⋅⋅=dd

KKKKFEHH

hhVAtZZZ

5,11208,8cos99,095,09,1895,2 270

36020045

15,12,11641 =⋅⋅⋅⋅= ⋅⋅⋅⋅⋅⋅

πσ H

NWLWRSHHP YYYYYp

H ⋅⋅⋅⋅⋅= limσσ

83,214111123,1115,1

220 =⋅⋅⋅⋅⋅=HPσ

� Verificarea la solicitarea statica de contact σHst

A

MAXA

K

K

HHst σσ =

87,12687,126 11 =⋅=Hstσ

HRCDFH ⋅= 40σ

20005040 =⋅=Hσ

2.8. CALCULUL ARBORILOR

Pentru constructia arborilor reductorului se va folosi un otel aliat

41 MoCr 11 STAS 791-80.

2.8.1. VERIFICAREA SI DETERMINAREA REACTIUNILOR DIN ARBORILOR

• Arborele de intrare

� Distantele dintre reazame l1 si l2

221

1

Blf

al l +++=

582

141015

2

521 =+++=l

34

22

21

52

bal

Bl u +⋅++=

512

307215

2

142 =+⋅++=l

Se adopta distantele dintre reazeme l1=58 si l2=51 [mm].

� Determinarea reactiunilor in cele doua plane

(V) 2

131

rVV

FRR ==

[ ]NRR VV 3202

64031 ===

(H) (ΣM)3=0 02

2 112121 =−⋅+⋅⋅ w

arH

dFlFlR

2

211

1

1 22

l

lFd

FR

rw

a

H ⋅

⋅−⋅=

[ ]NRH 320512

516402

530

1 −=⋅

⋅−⋅=

(ΣM)1=0 02

2 112124 =+⋅+⋅⋅ w

arH

dFlFlR

2

211

1

1 22

l

lFd

FR

rw

a

H ⋅

⋅−−=

[ ]NRH 320512

516402

530

1 =⋅

⋅−−=

2

1121

3 22

l

dFlF

R

war

H ⋅

+⋅−=

[ ]NRH 320512

2

53051640

3 −=⋅

+⋅−=

35

� Calculul momentului incovoietor

(V) M iV1= MiV3=0 MiV2=RV1· l2

M iV2=320·51=16320 N

(H) MiH1= MiH3=0 MiH2=RH1· l2

M iH2=-320·51=-16320 N

2

2121

''2

waHiH

dFlRM ⋅−⋅=

163202

53051320''

2 −=⋅−⋅−=iHM

� Calculul momentului incovoietor rezultant

22

22 iHiVij MMM +=

[ ]NmM ij 230801632016320 22 =+=

� Calculul momentului incovoietor echivalent

221

2 )( tije MMM ⋅+= α

[ ]NmM e 37838)4660056,0(23080 22 =⋅+=

( )

( )0

1

ai

ai

σσ

α −=

56,0130

75=α

Unde: - α - coeficient ce ţine seama de faptul că solicitarea de încovoiere se desfăşoară

după un ciclu alternant simetric (R = -1), iar cea de torsiune după un ciclu

pulsator (R=0).

[4, pag.27]

- σai(−1) şi σai(0) - caracteristice materialului arborelui [4, pag.21, tab.4.2 ]

36

Fig. 8. 1. Diagrama de forte si momente pentru arborele de intrare

• Arborele intermediar


2

2

22

1

Bbl +=

25,342

202

2

5,281 =⋅+=l

2

2

222

2

2 5432

Baaa

Bl

⋅++⋅+⋅+⋅=

352202

1401502102202 =++⋅+⋅+=l


(V) 2

264

tVV

FRR ==

[ ]NRR VV 2232

44664 ===

(H) (ΣM)4=0 02

2 222126 =−⋅+⋅⋅ w

arH

dFlFlR

2

2222

6 22

l

dFlF

R

war

H ⋅

⋅−⋅=

37

[ ]NRH 2233522

2

2090352446

6 =⋅

⋅−⋅=

(ΣM)6=0 02

2 222224 =+⋅+⋅⋅ w

arH

dFlFlR

2

2222

4 22

l

dFlF

R

war

H ⋅

⋅+⋅=

[ ]NRH 813522

2

2090352162

4 =⋅

⋅+⋅=



M iV5=223·352=78496 Nm


M iH5=223·352=78496 Nm

2

2224

''5

waHiH

dFlRM ⋅−⋅=

[ ]NmM iH 285122

209035281''

5 =⋅−⋅=


25

25 iHiVij MMM +=

[ ]NmM ij 835137849628512 22 =+=


222


[ ]NmM e 215195)50560056,0(83513 22 =⋅+=

( )

( )0

1

ai

ai

σσ

α −=

56,0130

75=α

38

Fig. 8. 2. Diagrama de forte si momente pentru arborele intermediar

• Arborele de iesire


++++= 5,2422

31

Blf

bl l

5,1475,242

5,631015

2

301 =

++++=l

225,24

25,24

24

52b

alBB

l u ++⋅

++

−=

5,1662

32101525,24

2

5,655,24

2

5,652 =++⋅

++

−=l


(V) 2

397

tVV

FRR ==

[ ]NRR VV 353522

7070377 ===

(H) (ΣM)7=0 02

2 444347 =−⋅+⋅⋅ w

arHd

FlFlR

3

4333

9 22

l

dFlF

R

war

H ⋅

⋅−⋅=

39

[ ]NRH 3515,1662

2

2006415,166641

9 =⋅

⋅−⋅=

(ΣM)9=0 02

2 444447 =+⋅+⋅⋅ w

arHd

FlFlR

4

4444

7 22

l

dFlF

R

war

H ⋅

⋅+⋅=

[ ]NRH 8705,1662

2

200641352641

7 =⋅

⋅+⋅=



M iV8=870·166,5=144866 Nm.


M iH8=870·166,5=144866 Nm.

2

4327

''8

waHiH

dFlRM −⋅=

[ ]NmM iH 2405612

2006415,166144866''

8 =−⋅=


28

28 iHiVij MMM +=

[ ]NmM ij 340204240561240561 22 =+=


223


[ ]NmM e 498273)654010056,0(340204 22 =⋅+=

( )

( )0

1

ai

ai

σσ

α −=

56,0130

75=α

40

Fig. 8. 3. Diagrama de forte si momente pentru arborele de iesire

2.8.2. VERIFICAREA LA OBOSEALA A ARBORILOR

• Arborele de intrare

� Solicitarea de incovoiere

311 32

max dM

WM i

nec

i

⋅⋅== πσ

43,12304660032

3max =⋅⋅= πσ

� Solicitarea de torsiune

311 16

max dM

WM t

p

t

⋅⋅== πτ

12,9304660016

3max =⋅⋅= πτ

� Coeficientul de siguranta

c

mv

c

σσ

σσ

γεβσ

σσ

+⋅⋅

=

−1

1

8,23

800

54,6

350

54,6

9,072,0

2,21 =

+⋅⋅

=σc

Unde: - βσ - coeficient efectiv de concentrare a tensiunilor, βσ=2,2 [4, pag. 30, fig.4.7]

41

- γ - coeficient de calitate al suprafeţei, γ=0,9 [4, pag. 30, fig.4.8]

- εσ - factor dimensional, εσ=0,72 [4, pag. 30, fig.4.9]

- σv - amplitudinea ciclului de solicitare la încovoiere în secţiunea respectivă,

σv=6,54

- σ −1 - rezistenţa la oboseală a materialului arborelui, σ −1=350 [4, pag. 30,

fig.4.10]

- σm - tensiunea medie la solicitarea de încovoiere a secţiunii respective

c

mv

c

ττ

ττ

γεβτ

ττ

+⋅⋅

=

−1

1

36,32

450

045,3

350

045,3

9,072,0

8,11 =

+⋅⋅

=τc

Unde: - βτ - coeficient efectiv de concentrare a tensiunilor, βτ=1,8 [4, pag. 30, fig.4.7]

- γ - coeficient de calitate al suprafeţei, γ=0,9 [4, pag. 30, fig.4.8]

- ετ - factor dimensional, ετ=0,72 [4, pag. 30, fig.4.9]

- τv - amplitudinea ciclului de solicitare la încovoiere în secţiunea respectivă,

τv=3,045

- τ −1 - rezistenţa la oboseală a materialului arborelui, τ −1=350 [4, pag. 30,

fig.4.10]

- τm - tensiunea medie la solicitarea de încovoiere a secţiunii respective, τm=450

[4, pag. 30, fig.4.10]

22 τσ

τσ

ccccc+⋅=

7,19236,3228,23

36,328,23 =+⋅=c > ca=1,5…1,8

42

• Arborele intermediar


322 32

max dM

WM i

nec

i

⋅⋅== πσ

51,564250560032

3max =⋅⋅= πσ


322

max

16dM

WM t

p

t

⋅⋅== πτ

53,84212418016

3max =⋅⋅= πτ


c

mv

c

σσ

σσ

γεβσ

σσ

+⋅⋅

=

−1

1

5,12

800

35,7

350

35,7

9,072,0

2,21 =

+⋅⋅

=σc

c

mv

c

ττ

ττ

γεβτ

ττ

+⋅⋅

=

−1

1

73,21

800

26,4

350

26,4

9,072,0

8,11 =

+⋅⋅

=τc

22 τσ

τσ

ccccc+⋅=

83,10273,2125,12

73,215,12 =+⋅=c > ca=1,5…1,8

43

• Arborele de iesire


333 32

max dM

WM i

nec

i

⋅⋅== πσ

22,91100654010032

3max =⋅⋅= πσ


333

max

16dM

WM t

p

t

⋅⋅== πτ

55,79100654010016

3max =⋅⋅= πτ


c

mv

c

σσ

σσ

γεβσ

σσ

+⋅⋅

=

−1

1

25,6

800

4,11

350

4,11

9,072,0

2,21 =

+⋅⋅

=σc

c

mv

c

ττ

ττ

γεβτ

ττ

+⋅⋅

=

−1

1

33,8

800

43,15

350

43,15

9,072,0

8,11 =

+⋅⋅

=τc

22 τσ

τσ

ccccc+⋅=

83,10273,2125,12

73,215,12 =+⋅=c > ca=1,5…1,8

44

2.9. CALCULUL ASAMBLARII CU PENE

2.9.1. ALEGEREA PENELOR

� Arborele de intrare

s

tc

c

ts dh

Ml

dlh

M

σσ

⋅⋅⋅

=⇒⋅⋅

⋅= 11 44

[ ]mmlc 09,1170308

466004 =⋅⋅

⋅=

Unde: - h – inaltimea penei

- b – latimea penei

- σs – solicitarea de stivire σs=70 [N/mm2] [7, pag. 53]

Se alege din STAS Pana paralela de tip C din OLC 45 10x8x22.

dlb

M tf ⋅⋅

⋅= 12τ

12,14302210

466002 =⋅⋅

⋅=fτ ≤ τaf=32

� Arborele intermediar

s

tc

c

ts dh

Ml

dlh

M

σσ

⋅⋅⋅

=⇒⋅⋅

⋅= 22 44

[ ]mmlc 30,6870479

5056004 =⋅⋅

⋅=


dlb

M tf ⋅⋅

⋅= 22τ

33,31702418

5056002 =⋅⋅

⋅=fτ ≤ τaf=32

45

� Arborele de iesire

s

tc

c

ts dh

Ml

dlh

M

σσ

⋅⋅⋅

=⇒⋅⋅

⋅= 33 44

[ ]mmlc 79,748012018

65401002 =⋅⋅

⋅=


dlb

M tf ⋅⋅

⋅= 32τ

67,31808518

65401002 =⋅⋅

⋅=fτ ≤ τaf=32

2.10. CALCULUL RANDAMENTULUI REDUCTORULUI SI

VERIFICAREA LA INCALZIRE

2.10.1. RANDAMENTUL REDUCTORULUI

Datorită frecărilor din angrenare, a frecărilor din rulmenţi şi a celor care apar la

antrenarea uleiului din baie, puterea la ieşirea din reductor, P3 , este mai mică decât cea

de la intrare, P1 , diferenţa reprezentând-o puterea pierdută Pp :

Pp =P1 –P3

Pp=12,2-9,3=2,9 kW

ungererulmentreductor ηηηηη ⋅⋅⋅= 23412

752,099,099,08,097,0 2 =⋅⋅⋅=reductorη

46

2.10.2. VERIFICAREA LA INCALZIRE A REDUCTORULUI

� Suprafata reductorului

S=2L·l+2L·h+2l·h

S=2·800·500+2·800·800+2·500·800=2880000 =2,88 [m2]

Sc=1,2·S

Sc=1,2·2,88=3,45 [m2]

� Temperature uleiului din baie

( )reductorc

reductor

S

Ptt

ηλη⋅⋅

−⋅=

130

( )16,18

752,045,310

752,012,918 =

⋅⋅−⋅+=t ≤ ta=60…70 [º Celsius]

Se va utiliza un Ulei TIN 125 EP STAS 562-80.

2.11. ALTE ELEMENTE CONSTRUCTIVE ALE REDUCTORULUI

2.11.1. Flanse pentru fixare

Asamblarea celor doua carcase , superioara si inferioara, se realizeaza prin

intermediul flanselor si suruburilor. Latimea flansei k, se determina in asa f fel incat

piulita de strangere sa poata fi rotita cu cheia fixa, cu un unghi mai mare de 60°.

k=2,7·d [1, pag121]

k=2,7·16=43,2

Se va utiliza flanse cu latimea de 43,2 mm si cu grosimea de 13 mm (pentru

capacul superior), respectiv 16 mm (pentru capacul inferior).

47

2.11.2. Suruburi cu cap hexagonal

Asamblarea celor doua carcase , superioara si inferioara, se realizeaza prin

intermediul flanselor si suruburilor.

Se va utiliza Surub cu cap hexagonal M16x45 STAS 920-69.

2.11.3. Stifturi

Pozitia carcsei superioare trebuie sa fie fixata in raport cu carcasa inferioara prin

intermediul a doua stifturi cilindrice , care se aseaza la distanta mare intre ele (pe

diagonala suprafetei de contact ).

Diametrul stifturilor se alege dupa formula:

ds=0,8·d

ds=0,75·16=12

Se va utiliza Stift 12x30 1599-80/OLC 45 imbunatatit.

2.11.4. Piulite

Pentru a se realiza asamblarea filetata se vor utilize piulite hexagonale.

Se va utiliza Piuliţă B-M16 STAS 922-75 grupa 5.

2.11.5. Saibe

Pentru asigurarea asamblarilor filetate se vor utiliza saibe Grower.

Se va utiliza Saiba Grower N18 STAS 7666/2-80.

2.11.6. Capace pentru rulmenti

Pentru fixarea rulmentilor in carcasa reductorulul se utilizeaza capace de diverse

forme constructive.

48

• Pentru rulmentul de pe arborele de intrare, dimensiunile capacului vor fi:

D=62 mm, D1=82 mm, D2=106 mm, D3=56 mm, e=8 mm.

• Pentru rulmentul de pe arborele de iesire, dimensiunile capacului vor fi:

D=180 mm, D1=210 mm, D2=246 mm, D3=162 mm, e=10 mm.

2.11.7. Capac de vizitare

Capacele de vizitare au rolul de a permite supravegherea periodica a starii de

uzura a dintilor rotilor din reductor. Forma acestor capace poate fi circulara sau

dreptunghiulara executate din otel , fonta, aluminiu sau din material plastic.

Se va utiliza un capac capac cu urmatoarele dimensiuni: a=100 mm, b=150 mm,

c=160 mm, e=210 mm, l1=80 mm, l3=180 mm, l4=130 mm, h=3 mm, R=15mm. Pentru

fixare se foloseste Surub M10x20 STAS 920-69.

2.11.8. Dop de golire

Uleiul din carcasa reductorului, utilizat pentru ungere, este necesar sa fie schimbat

dupa un anumit timp de functionare (dupa rodaj, dupa un anumit timp de exploatare

prevazut etc.) in care scop reductorul este prevazut in partea inferioara cu un dop de

golire a uleiului.

Se va utiliza un Dop de golire filetat 14 x 1,5 STAS 5304 – 80 grupa 4,8.

2.11.9. Dop de aerisire

Pentru a se evita aparitia unor suprapresiuni in carcasa reductorulul, in partea de

sus a carcasei se monteaza un aerisitor, avand rolul de egalizare a presiunii din reductor

cu presiunea atmosferica.

Se va utiliza un Dop de aerisire M30x 1,5.

49

2.11.10. Indicator de nivel al uleiului

Nivelulul uleiului din reductor trebuie sa se afle intre doua limite, maxima si

minima, stabilite de proiectant si marcat pe un indicator fixat in reductor.

Se va utiliza un Vizor de nivel de ulei de tip A STAS 7639-80.

2.11.11. Inele de ridicare

Pentru o manipulare usoara (mecanizat) a reductoarelor se introduc in carcasa

inele de ridicare sau se prevad umeri , cu ajutorul carora reductorul poate fi ridicat si

transportat.

Se va utiliza un Inel şurub M56 STAS 3186-77.

2.11.12. Etansari

Pentru a se realiza etansarea contactului dintre pisele fixe, aflate in miscare

relativa sau in miscare de rotatie, se uilizeaza diferite tipuri de etansari.

Se va utiliza Inel elastic de tip O STAS 7320/2 -80.

Se va utiliza Manseta 355071-1 P STAS 7950/2-87.

50

BIBLIOGRAFIE

1. Antal, A. & colectiv "Reductoare", Institutul politehnic Cluj-Napoca, 1994.

2. Crudu, I. "Atlas de reductoare cu roţi dinţate. " Bucureşti, Editura Didactică şi

Pedagogică, 1981

3. Filipoiu, I. "Proiectarea transmiciilor mecanice", Editura BREN Bucuresti, 2006.

4. Palade, V. "Indrumar de proiectare- Reductor de turatie intr-o treapta", Editura

ALMA Galati, 2008

5. Radulescu, Gh. " Îndrumator de proiectare în construcţia de maşini " vol.3,

Bucuresti, Editura Tehnică, 1986.

6. Stanciu, S. "Organe de masini- Transmisii mecanice", Editura Politehnica

Bucuresti, 2006

7. Stoica, G. "Indrumar de proiectare- Transmisii mecanice cu reductoare într-o

treaptă", Editura Politehnica Bucuresti, 2005